Привод ленточного конвейера (редуктор цилиндрический, одноступенчатый)

Привод ленточного конвейера (редуктор цилиндрический, одноступенчатый)

Тема проекта: Привод ленточного конвейера (редуктор цилиндрический, одноступенчатый)

Исходные данные:

. Окружное усилие на барабане F=3000 Н

.Скорость ленты  υл=1,6 м/с

. Диаметр барабана Dб=390 мм

. Срок службы n=7 лет при работе в 2 смены (по 8 часов)

Схема задания:

Рисунок 1 Кинематическая схема привода

Ленточный транспортер (рис.1) предназначен для перемещения массовых или штучных грузов непрерывным потоком. Он состоит из приводного барабана, натяжного барабана, охватывающей их ленты, поддерживающих роликов, привода, натяжного устройства и рамы.

Привод включает электродвигатель 1, одноступенчатый цилиндрический редуктор 3, соединительную муфту 2, цепную передачу 4 .

Согласно графику нагрузки (рис. 2) режим работы транспортера - нестационарный. Реверсирования привода не требуется.

Транспортер установлен в помещении, условия работы - нормальные (t=20ºC).

Масштаб выпуска привода - единичный: основной способ получения заготовок корпусных деталей - сварка; зубчатых колес- прокат или поковка.

Циклограмма нагружения:

.        
Выбор электродвигателя

привод ленточный конвейер редуктор

Для выбора электродвигателя определяем КПД привода, требуемую мощность и частоту вращения.

Общий КПД привода:

 - КПД цепной передачи;

 - КПД цилиндрической зубчатой передачи;

 - муфта;

 - пара подшипников вала барабана

Потребляемая мощность (кВт) привода определяется по формуле:

Где  - эквивалентный вращающий момент, Нм;

 - коэффициент переменного режима нагружения

 - номинальный длительный момент, равный моменту на валу барабана

Табличное: P=5,5кВт; n1=2850 об/мин; n2=1430 об/мин; n3=960 об/мин; n4=715 об/мин

Предварительно вычисляем частоту вращения приводного вала:

где Dб - диаметр, мм

После выбора частоты вращения определяем общее передаточное число:

Uобщ = Uред Uред = nвх/nвых

U1 = 2850/78,4 = 36,3

U2 = 1430/78,4 = 18,2

U3 = 960/78,4 = 12,2

U4 = 715/78,4= 9,1

Принимаем Uред = 5

2. 
Расчёт зубчатых колёс

Материал зубчатых колес

В целях унификации для всех зубчатых колес принимаем сталь 40Х ГОСТ 4543-71, имеющую широкое применение в редукторостроении при отсутствии жестких требований к габаритам и массе, при V < 10 м/с и относительно невысокой стоимости.

Производство - единичное.

Для повышения нагрузочной способности и лучшей прирабатываемости рекомендуется иметь высокий перепад твердостей:

Н1т - Н2т > 100НВ

назначаем [2,c.4] для колеса - улучшение, для шестерни - закалку ТВЧ.

Механические характеристики материала [2,c.6] приведены в табл.1

Вычисляем вращающий момент:

Угловая скорость колеса ω = 8,2с-1;

Время работы передачи Lh = 10765ч

Таблица 1

2.1 Выбор материала и ТО

Сталь 40Х

Колесо - улучшение; НВ 235…262

Шестерня - улучшение и закалка ТВЧ; HRC 45…50

.2 Допускаемые напряжения

Режим работы передачи и число циклов перемены напряжений

Коэффициенты приведения заданного переменного режима (рис.2) к эквивалентному постоянному [2,c.9]

, (1.10)

где - Тmax - номинальный момент - наибольший из длительно действующих (число циклов N > 5 · 104 ) по циклограмме нагружения

т показатель степени отношения моментов:

при расчете на контактную выносливость тH = qH /2 (qH - показатель степени кривой усталости при расчете на контактную выносливость);

для зубчатых передач qH = 6;

при расчете на выносливость при изгибе тF = qF /2 (qF - показатель степени кривой усталости при расчете на изгиб);

для зубчатых колес с однородной структурой материала, включая закаленные при нагреве ТВЧ со сквозной закалкой , и зубчатых колес со шлифованной передней поверхностью независимо от твердости и термообработки зубьев qF = 6;

μн=13*0,5+0,53*0,25+(-0,5)3*0,25=0,5

μF=16*0,5+0,56*0,25+(-0,5)6*0,25=0,508

Суммарное число циклов напряжений:

 (1.11)

где - n = n1 для шестерни, n = n2 для колеса;

с = 1 - число зацеплений зуба за один оборот;

Lh = 365 · 24 · kr kc Lr = 365 · 24 · 0,3 · 0,6 · 7 = 11037ч, - ресурс передачи в часах

где - kr = 0,3 - коэффициент годового использования;

kc = 0,6 - коэффициент суточного использования;

Lr = 7 - срок службы в годах;

Эквивалентное число циклов напряжений:

при расчете на контактную выносливость - NHE =μH · NΣ ;

при расчете на выносливость при изгибе - NFE =μF · NΣ ;

Базовое число циклов напряжений, соответствующее длительному пределу выносливости:

 , (1.12)

где -  средняя твердость зубьев;

Число циклов перемены напряжений:

Для колеса: N2 =573ω2Lh = 573*8,2*10765 = 5*106

Для шестерни: N1 = U*N2 = 9*5*106 = 45*106

Число циклов перемены напряжений соответствующее пределу контактной выносливости:

Для колеса: HBср = 285; Nho2 = 16*106

Для шестерни: HRCср = 47,5; Nho1 = 71*106

По ГОСТ 21354-87 коэффициент расчетной нагрузки представляется в виде:

К = КА · КV · К β · К α , (1.18)

где - КА - коэффициент внешней динамической нагрузки. КА = 1 (внешние динамические нагрузки учтены в циклограмме нагружения).

К Н V- - коэффициент внутренней динамической нагрузки. Значения КV выбираются по [2,с.18,табл.4.3] в зависимости от точности передачи, твердости и наклона зубьев, окружной скорости.

Приближенно значение окружной скорости [2,с.16]:

 , м/с (1.19)

n1 - частота вращения шестерни (табл.1.4);

Т2 - номинальный момент на колесе (табл.1.4), Н·м;

СV - коэффициент, определяемый по [2,с.17,табл.4.1]

- коэффициент рабочей ширины по межосевому расстоянию [2,с16-17]

u - передаточное число ступени (табл.1.4);

К Нβ - коэффициент, учитывающий неравномерность распределения нагрузки по длине контактной линии. По методике МГТУ им. Баумана [2,с.39]:

(H2 < 350, V < 15 м/с, - колеса прирабатывающиеся)

КНβ=1+(-1)*КНW , (1.20)

где - - начальное значение КНβ до приработки зубьев. Выбирается в зависимости от твердости зубьев, схемы передачи [2,c.39] и коэффициента ψbd ,

для быстроходной ступени схема передачи - 3 [2,с.39];

для тихоходной ступени схема передачи - 8 [2,с.39];

ψbd = 0,5 · ψbа · (u+1)

КНW =0,46 - коэффициент приработки зубьев [2,c.17];

К Нα - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями [2,с.20, рис.4.3]

Результаты расчета коэффициентов приведены в табл.2

Таблица 2

Коэффициент долговечности:

Колеса:

Шестерни:

Допустимые контактные напряжения и напряжения соответствующие числу циклов NHO = 4*106

Колеса:

Шестерни:

Полагая, что модуль передачи мм:

·        Допускаемые контактные напряжения и напряжения изгиба, с учётом времени работы передачи:

Колеса:

Шестерни:

·        Среднее допускаемое контактное напряжение:

·  Окончательно принимаем:

2.3 Межосевое расстояние

Принимаем ψа = 0,315, тогда ψd = 0,5ψа(U+1) = 0,5*0,315(5+1) = 0,943; KHυ = 1,01

Округляя до стандартного значения, принимаем αw = 160 мм.

.4 Предварительные размеры

Делительный диаметр:

Ширина:

Ширину колеса после вычислений округляем в ближайшую сторону до стандартного числа b2 = 50мм.

.5 Модуль передачи

Максимально допустимый модуль mmax, мм, определяется из условия неподрезания зубьев у основания.

Принимаем Km= 2,8*103

Модуль передачи:

Принимаем: m=1,5мм.

.6 Угол наклона и суммарное число зубьев

·  Минимальный угол наклона зубьев

Для шевронной передачи . Принимаем

·  Суммарное число зубьев

Округляя, принимаем zΣ = 164

·  Действительное значение угла наклона зубьев

cosβ = cos39,8 = 0,768

tgβ = tg39,8 = 0,833

          2.7 Число зубьев шестерни и колеса

Шестерня:

Значение z1 округляют в ближайшую сторону до целого числа.

Колесо: z2 = zΣ - z1 = 164 - 28 = 136

2.8 Фактическое передаточное число

Фактическое значение передаточного числа не должно отличаться от номинального более чем на 3%.

.9 Диаметры колёс

·  Делительные диаметры:

шестерни:

колеса:

·  Диаметры окружностей вершин и впадин:

шестерни:

колеса:

.10 Пригодность заготовки колёс

Чтобы получить при термической обработке принятые для расчёта механические характеристики материала колёс, требуется, чтобы размеры Dзаг , Сзаг , Sзаг заготовок колёс не превышали предельно допустимых значений Dпр =125мм , Sпр =80мм.

Условие выполняется.

.11 Силы в зацеплении

Окружная:

Радиальная:

Для стандартного угла α = 200 tgα = 0,364

Осевая:

2.12 Проверка зубьев колёс по напряжениям изгиба

·  Окружная скорость колеса:

Степень точности передачи 8. КFα = 1,0.

Значение коэффициента Yβ, учитывающего угол наклона зуба в шевронной передаче, вычисляют по формуле(β в градусах), при условии :

Коэффициенты: КFβ = 1,3; KFV = 1,02; YF2 = 3,61; YF1 = 3,81

·  Расчётное напряжение изгиба:

Колеса:

Что меньше [σ]F2 = 256*106 Па.

Шестерни:

Что меньше [σ]F1 = 370*106 Па.

Прочность на изгиб зубьев обеспечена.

.13 Проверка зубьев колеса по контактным напряжениям

KHα = 1,4; KHβ = 1,4; KHV = 1,1

U = 5; Ft = 3940 H; d1 = 55 мм; b2 = 50мм

Расчётное значение контактного напряжения:

Что меньше [σ]H = 823*106 Па.

Значение диаметров валов редуктора определяем по формуле:

[τ] = 40 H/мм2; Тк = 524Нм = 524000Нмм; Тш = Тк / U = 524000 / 5 = 104800Нмм

Принимаем dk = 40 мм

Принимаем dш = 24 мм

3. Расчёт валов

.1 Расчёт тихоходного вала на прочность

Определяем реакции опор Ra, Rв.

Проверка:

Строим эпюры:= -RA*Z1 = 2453*Z1

< Z1 < 0,049= RB*Z2 = 3188*Z2

0 < Z2 < 0,049

Определяем реакции опор, .

ΣMA = 0

ΣMB = 0

Проверка:

++Ft = 0

- 1970 + 3940 = 0

Строим эпюры:

Mz1 = -*Z1 = -1970*Z1

< Z1 < 0,049

Mz2 = *Z2 = -1970*Z2

< Z2 < 0,049

.2 Расчёт быстроходного вала на выносливость

Определяем реакции опор RA , RB.

ΣMA = 0

ΣMB = 0

Проверка:

RA + RB + Fr = 0

+ 836 - 735 =0

Строим эпюры:

Mz1 = *Z1 = 101*Z1

< Z1 < 0,049

Mz2 = *Z2 = 836*Z2

< Z2 < 0,049

Определяем реакции опор , .

ΣMA = 0

ΣMB = 0

Проверка:

R’A + R’B + Fr = 0

+ 1970 - 3940 =0

Строим эпюры:

Mz1 = *Z1 = 1970*Z1

Mz2 = *Z2 = 1970*Z2

< Z2 < 0,049

4. Динамический расчёт подшипников

Для шариковых P=10/3

Приведённая расчётная нагрузка:

P=(XVFr+YFo)KσKt

Kσ=1,25 Kt=1

.1 Расчёт подшипников для быстроходного вала

Fa=3282H n=715об/мин d=24мм C=35200H e=0.37 Y=1.62

S1=0.83eFr1=0.83*0.37*1973=606H

S2=0.83eFr2=0.83*0.37*2140=657H

Считаем приведённую нагрузку:

P1=(1*1*2009)*1.25*1=2511H

P2=(0.4*1*2257+1.62*1571)*1.25*1=4309H

.2 Расчёт подшипников для тихоходного вала

Fa=3282H n=143 об/мин d=40мм C=35200H e=0.37 Y=1.62

S1=0.83eFr1=0.83*0.37*3146=966H

S2=0.83eFr2=0.83*0.37*3748=1151H

Считаем приведённую нагрузку:

P1=(0,4*1*2012+1.62*1789)*1,25*1=4628H=(1*1*2720)*1.25*1=3400H

5. Расчёт шпоночных соединений

lp=l-b=50-10=40мм Т=524Нм

K=h-t1=10-5=5мм

[σсм] = σт/[S] => [S] = 2 σт = 650МПа

[σсм] = 325МПа

6. Подбор масла

Окружная скорость колёс:

Контактное напряжение:

σн = 823МПа

Выбираем по справочнику масло сорта:

Индустриальное И-50А, вязкостью 50*10-6 м2/с

7.Технический проект

.1 Проверка опасного сечения тихоходного вала на выносливость

Опасное сечение вала (см. п.2.7) - под зубчатым колесом Z 2.

Коэффициент безопасности вала на выносливость [8,c.171]

S =  , (3.1)

где Sб - коэффициент безопасности по нормальным напряжениям изгиба : цикл симметричный , Rб = -1, σm = 0, σa = σmax ;

Sб = ; (3.2)

St - коэффициент безопасности по касательным напряжениям кручения: цикл отнулевой, Rτ = 0, τm = τa = 0.5 τmax;

Sτ = ( 3.3)

В формулах (3,2) и (3,3) :

а) σ-1 , τ-1 - пределы выносливости при симметричном цикле:

для стали 45 (улучшение) [3,c.6] σв = 890 МПа,

σ-1 = 0,45 · σв = 0,45·890 = 400МПа ;

τ-1 = 0,6 · σ-1 = 0,6·400 = 240 МПа ;

б)Kστ ,KτD - коэффициенты запаса прочности вала [8,c.171] :

Kστ =(+K--1)/Kу ;

KτD = (+K-1)/Kу ;

где Kσ ,Kτ -эффективные коэффициенты концентрации напряжений

εσ, ετ -масштабные факторы;

K,K - коэффициенты шероховатости поверхности ,

K =K;

Kу - коэффициент упрочнения.

Концентраторы напряжений в опасном сечении вала :

1) посадка 50 Н7/р6

Согласно [9,c.71] тип посадки 1, Kσ /εσ = 4.28 (d = 50 мм, σв = 900МПа) ; Kτ / ετ = 3,07 ;

2) шпоночный паз (шпонка 14 х 9 х 36)

Согласно [9,c.69,рис.4,13 - средняя прямая] Kσ = 2.12 ; Kτ =2.05

Согласно [9,c.67, рис.4,10] εσ = ετ =0,79.

Тогда Kσ /εσ = 2,12/0,79 = 2,68; ; Kτ / εσ = 2,05/0,79 = 2,59

Так как Kσ /εσ и Kτ / ετ от посадки больше, чем от шпоночного паза, то в дальнейшем расчете учитываем ; Kτ / εσ = 4,28 и Kτ / ετ = 3,07 от посадки.

Согласно [9,c.73,табл.4,3] K = K; при Rz = 6.3мкм и σв = 890 МПа

K = K= 1,15.

Упрочнение поверхности вала отсутствует : Ку = 1,0.

Тогда Kστ = (4,28 +1,15 -1)/ 1 = 4,43

KτD = (3,07+1,15 - 1)/1 = 3,22

в) σmax =M/Wнетто - напряжение изгиба;

τmax =T/Wp нетто -напряжение кручения,

Wнетто =,

Wp нетто = .

моменты сопротивления сечения “нетто” ,т.е. за вычетом шпоночного паза

Wнетто =

Wp нетто

σmax ==16,5 МПа ; τmax = = 26,2МПа .

г)KLσ ,KLτ - коэффициенты долговечности:

KLσ = KLτ =, где [8,c.171] базовое число циклов для валов N0 = 4·106 ; m = 6 - для улучшенных валов ;

NE = KE · N∑ - эквивалентное число циклов перемены напряжений;

коэффициент приведения согласно графику нагрузки и m = 6

KE = (0.3·16 + 0.7·0.66) = 0.333 (см.п.1.2.2);

N= 24,7·106 - для тихоходного вала (см.табл.1.6);

NE = 0,333·24,7·106 =8,23·106.

Так как NE > N0 ,то принимаем KLσ = KLτ = 1,0 .

д)τ - коэффициент чувствительности материала к ассиметрии цикла : [8,c.171] τ = 0.15

Подставляя данные в формулы (3.2),(3.3), получим

Sσ = 1·400/4,43·16,5 = 5,47;

Sτ = 2 ·240/(3,22/1 + 0,15)·28.2 = 5.05 .

По формуле (3,1):

S = 5.47·5.05/= 3.71 > [S] =1.5-2.

Выносливость вала в опасном сечении обеспечивается.

.2 Проверка прочности болтов крепления редуктора к раме

Схема нагружения редуктора и нагрузка на наиболее нагруженный болт на рис.3.1.

.2.1 Определяем координаты центра тяжести (рис.3.2) ,из чертежа редуктора, и основные геометрические размеры:

l1 = 158 мм

l2 = 88 мм

lx = 150мм

ly = 63мм

lz = 135мм

l3 = 180мм

.2.2 Приводим нагрузку к центру тяжести (рис.3.2)

1.Fx = 0

.Fy = Fbx =2639 H

.Fz =Fby =3139 H

.Tz = Fbx· lx =470.8 Нм

.Mx =TБ - ТТ - Fby·ly + Fbx·lz = 4,9-250-2639 · 0,063 +3139 · 0,135 = 12.4Нм

6.Му=Fby·lx = 2639·0.15 = 396 Нм

Стык работает на сдвиг (Fy,Тz ) и на отрыв (Fz,Mx,My).Число болтов---4.

.2.3 Соединение под действием сдвигающей нагрузки (рис.3.2).

Считаем, что сила Fy распределена по болтам равномерно

FFy =

Нагрузка от момента Тz:

FT max=

где -расстояние до наиболее удаленного болта;

- расстояние до i-го болта

FT max=Н

Сдвигающая сила, H:

Fсдв===1097

.2.4Условия надежности:

Ff  Fсдв

где Ff -сила трения

Потребная сила затяжки болтов для предотвращения сдвига :

Fзат 1 =

где К = 1,5 ; i =1 -число плоскостей стыка ; f =0.2 -коэффициент трения на стыке.

Fзат 1 =Н

7.2.5 Соединение под действием отрывающей нагрузки (рис.3.3)

Сила от момента :

FM max=

lmax-расстояние до наиболее удаленного болта

m-число болтов в одном ряду

n-число болтов с одной стороны оси симметрии

FMx=

FMy=

Внешняя отрывающая сила в зоне первого болта:

F= FFy+ FMx+ FMy= 1804H

Потребная сила затяжки из условия нераскрытия стыка:

Fзат2=

где

k=2 - коэффициент запаса сцепления по не раскрытию стыка

=0,2 - коэффициент внешней нагрузки

Аст - площадь стыка; Аст = 2а·в =42840 мм2.

Wст-момент сопротивления стыка

WСТх=; WСТy=

IСТх=4[]=454·106 мм4

ICТy ==308·106 мм4.

WCTx=;

WCty=

Fзат==3842Н

Fзат 1 =9012 Н; Fзат 2 =3842Н. Принимаем Fзат =9012Н.

.2.6 Расчетная нагрузка на болт

Fб=1,3 Fзат +·F = 1.3·9012+0.2·1804=12076.4 H

При проектировании конструктивно по рекомендациям практики [8,c. ]принимаем болт М16.Определим напряжения возникающие в данном болте:

.

[S]=-допустимый коэффициент безопасности без контроля затяжки; К=1-для нелегированных сталей.

[S]=

C1=13.835 (для Мl6);

; т=3,9·80=312;

Класс прочности болта т312 МПа. Приемлемый класс прочности 6,6; 5,8.

Список используемой литературы

1. П.Ф. Дунаев, О.П. Леликов «Конструирование узлов и деталей машин»

2.       Д.Н. Решетов «Детали машин: Атлас конструкций»

.         С.Н. Ничипорчик «Детали машин в примерах и задачах»

.         В.Н. Кудрявцев «Курсовое проектирование деталей машин»

.         С.А. Чернавский «Проектирование механических передач»

.         Методические указания: